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第50頁 共50頁
目 錄
設計任務書 ………………………………………………………………………………3
引言…………………………………………………………………………………………5
原理部分……………………………………………………………………………………6
1 發(fā)動機工作原理 ……………………………………………………………………6
1.1 發(fā)動機性能術語與參數 ………………………………………………………………6
1.2 四沖程汽油發(fā)動機的工作原理 ………………………………………………………8
1.3 二沖程發(fā)動機工作原理………………………………………………………………10
摩托車發(fā)動機結構與設計部分………………………………………………………12
1 發(fā)動機機體 …………………………………………………………………………12
1.1 汽缸直徑………………………………………………………………………………13
1.2 氣缸工作容積、燃燒室容積和氣缸總容積…………………………………………13
1.3 壓縮比…………………………………………………………………………………14
1.4 氣缸工作內壓力、氣缸總推力………………………………………………………14
1.5 氣功蓋…………………………………………………………………………………15
1.6 燃燒室…………………………………………………………………………………16
2 曲柄連桿機構的受力分析與平衡………………………………………………17
2.1 曲柄連桿比……………………………………………………………………………17
2.2 曲柄連桿機構運動學…………………………………………………………………17
2.3 連桿的角位移、角速度、角加速度…………………………………………………18
3 活塞運動分析 ………………………………………………………………………19
3.1 活塞位移 ………………………………………………………………………………19
3.2 活塞速度分析 …………………………………………………………………………20
3.3 活塞的加速度 …………………………………………………………………………22
3.4 熱力強度 ………………………………………………………………………………23
4 活塞組…………………………………………………………………………………24
4.1 活塞 ……………………………………………………………………………………24
4.2 氣環(huán) ……………………………………………………………………………………28
4.3 油環(huán) ……………………………………………………………………………………31
4.4 活塞銷 …………………………………………………………………………………32
5 連桿、曲軸組…………………………………………………………………………34
5.1 連桿 ……………………………………………………………………………………34
5.1.1連桿承受的載荷………………………………………………………………………34
5.1.2連桿小頭的安全系數…………………………………………………………………35
5.1.3連桿大頭的強度驗算…………………………………………………………………36
5.2曲軸銷的設計……………………………………………………………………………38
5.3 曲軸 ……………………………………………………………………………………38
5.3.1 組合式曲軸 …………………………………………………………………………39
設計小結 …………………………………………………………………………………44
附圖…………………………………………………………………………………………46
參考文獻 …………………………………………………………………………………49
機械零件畢業(yè)設計任務書
題目：設計南方NF—125摩托車發(fā)動機汽缸部件
a、技術參數和原始數據
沖程
缸數
冷卻方式
總排氣量
壓縮比
面積*行程
最大功率/相應轉速Kw/（r/min）
最大扭矩/相應轉速Kw/（r/min）
燃油消耗率
工作阻力
2
4
1
風冷
100 124ml
6：1
S()H(mm)
/n
/n
ml/kw.h
1.3Mp
b、設計參數系列
參數 組數
S()
H(mm)
最大功率/相應轉速Kw/（r/min）
最大扭矩/相應轉速Kw/（r/min）
燃油消耗率
1
56 50
7.5/7500
9.5/6000
410
2
68 60
8.8/7500
10.8/6000
420
3
80 65
10/8600
11.5/6000
650
c、設計參數代號（組數）組合選定
沖程數4 冷卻方式：風冷 總排量 180ml 壓縮比6：1 工作阻力1.3Mpa
d、畢業(yè)設計基本要求
1、 全面了解南方NF—125型摩托車基本結構、原理、性能，現(xiàn)場測繪發(fā)動機汽缸部件，所得數據設計依據或參考。
2、 了解二沖程、四沖程發(fā)動機汽缸工作原理，著重分析變速、原理、結構、零件材料、機加工及熱處理工藝。
3、分析該發(fā)動機汽缸部件的運動、動力分析，確定其極限狀態(tài)。
4、按所選技術參數，設計發(fā)動機汽缸部件結構
（1） 按有關理論、資料進行計算、校核，確定結構參數。如：曲軸、連桿、活塞、汽缸等零部件之間的布局。
（2） 繪制發(fā)動機汽缸體部件裝配圖一張。要求用零號圖紙。圖形、尺寸標注、技術要求、明細表、字體等必須符合國家標準GB4457.(1—4)-84,GB4458.(1—4)-84及其它相關標準。
（3） 繪制關鍵零件工作（零件）圖兩張，用二號或三號圖紙。要求視圖布局合理，表達準確無誤且符合國家標準。
（4） 按機械零件畢業(yè)設計指導書要求，完成一萬字幅的設計說明書一份。要求格式正確，字跡工整清晰，一律用
碳素墨水書寫。
（5） 零件圖可用微機繪制，零號裝配圖一律用手工繪制。
引 言
畢業(yè)設計是機械設計課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié)，用時2.5周，是一門獨立的考查課程。通過畢業(yè)設計可綜合運用機械設計課程和其他先修課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步鞏固、加深和拓寬所學的知識。作為機械類工科學生，完成了此項教學環(huán)節(jié)，也就為完成本科學業(yè)及將來的畢業(yè)設計奠定了良好的基礎。
傳統(tǒng)的畢業(yè)設計題目常選用通用機械的傳動裝置，例如以齒輪減速器為主體的機械傳動裝置。其主要內容包括：傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；裝配圖和零件圖設計；編寫設計計算說明書。近幾年來，通過與兄弟院校的交流與探討，經過反復論證和可行性分析，結合本地區(qū)特點，選擇以摩托車發(fā)動機傳動和變速部分為主的新設計課題，設計方法采用常規(guī)手段與微機輔助相結合。題目和教學方法的改革有如下一些特點：
1.新題目較經典課題更具復雜性和體現(xiàn)時代氣息，涉及的機構及零部件增多，所覆蓋的知識面更廣泛，結構設計難度加大，設計時要求學生綜合考慮諸多因素，自己分析和解決問題，可以幫助學生樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識。
2.熟悉掌握機械設計的一般規(guī)律，提高分析問題和解決問題的能力。同時通過計算、給圖，進一步熟悉和運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計資料，進行全面的機械設計基本技能的訓練，為畢業(yè)設計打下良好的基礎。
3.設計過程能理論聯(lián)系實際，學生們對新穎實用的內容更感興趣，可充分調動學生的積極性和主觀能動性。
發(fā)動機工作原理
1.1 發(fā)動機性能術語與參數
1、汽缸
汽缸內孔直徑(簡稱缸徑)用符號D表示，單位為
2．上止點、下止點
(1)止點
活塞在汽缸內作往復運動的兩個極限位置，稱為止點。
(2)上止點
活塞離曲軸旋轉中心的最遠位置
(3)下止點
活塞離曲軸旋轉中心的最近位置
3．沖程
上止點和下止點間的距離(簡稱沖程)用符號S表示，單位為mm。
S＝2r
式中 r——曲柄半徑(即由曲軸旋轉中心至曲柄銷中心的距離)。
4．汽缸工作容積
活塞在汽缸內由上止點移動至下止點所掃過的空間容積，稱為汽缸工作容積，
Vh表示，單位為ml。
若為多缸發(fā)動機，則汽缸工作容積為各缸工作容積之和，用符號v’h表示，單位為ml。
V’h=ivh 式中 i——汽缸數。
5．燃燒室容積
活塞位于上止點時，活塞上方由活塞、汽缸蓋所圍成的空間容積，稱為燃燒室容積。用符號Vc表示，單位為ml。
6．氣缸容積
活塞位于下止點時．活塞上方的全部空間容積，稱為汽缸總容積。用符號Vn表示，單位為ml。
Va＝Vh+Vc
7．壓縮比
汽缸總容積與燃燒室容積的比值，稱為壓縮比。用符導表示。
8．工作循環(huán)
發(fā)動機在連續(xù)運轉、對外輸出功率時，要不斷重復地進(掃)氣、壓縮、燃燒膨脹、排氣，這一工作過程稱為工作循環(huán)。
9．發(fā)動機功率
發(fā)動機運轉時，曲軸實際對外輸出的功率，稱為發(fā)動機功率，也稱為有效功率。用符號Pe表示，單位為kw。；
式中Pe——發(fā)動機曲軸輸出扔矩，N·M。
n——發(fā)動機曲軸相應轉速，r／min
發(fā)動機銘牌上標明的功率值，稱為標定功率。
10．有效燃油消耗率(俗稱比油耗)
發(fā)動機單位有效功在1小時內的耗油量稱為有效燃油消耗率。用符號ge表示,單位為g／kw*h。
式中 Gb――單位時間的耗油量，g／s 。
11．升功率
發(fā)動機在標定工況下，每升汽缸工作容積所發(fā)出的有效功率，稱為升功率。用符號Nl表示，單位為kw／L。升功率是評定發(fā)動機動力性能與強化程度的重要指標。
式中 —標定功率，kw。
發(fā)動機油門(或節(jié)氣門)保持一定開度，其扔矩、功率隨轉速變化而變化的曲線稱為速度特性曲線。油門(或節(jié)氣門)全開時的速度特性曲線，稱為外特性曲線(曲線1)，曲線2、3為油門(或節(jié)氣門)部分開度時的速度特性曲線。
功率Pe外特性曲線I：由功率的計算公式可知，功率Pe與Me*n。成正比。當轉速M從很低的數值增加時，Me增加，因而Pe迅速增大，直至Mmax點。繼續(xù)提高n，Me雖有些降低，但Me·n的乘積是增大的，因此Pe仍繼續(xù)增大，但增加得不如前一段那樣快。在M增至np時，Me*n值最大，因此Pe達到最大值(Pemax)。此后，由于Me急速下降，使Me*n減小，因而Pe曲線發(fā)生轉折，Pe顯著下降，ge顯著增加。通常，摩托車發(fā)動機的標定功率為(0.8～0.9)Pmax，相應的轉速n作為標定轉速。
1.2 四沖程汽油發(fā)動機的工作原理
在闡述四沖程汽油發(fā)動機的工作原理之前，先來介紹什么叫活塞的上止點、下止點和活塞沖程:
活塞在汽缸內作往復運動的兩個極限位置，稱為止點?；钊\動到離曲軸旋轉中心最遠時的位置稱為上止點，如圖1-2-1（a）所示；活塞運動到離曲軸旋轉中心最近時的位置成為下止點，如圖1-2-1（b）所示。上止點和下止點之間的距離，稱為活塞沖程，以S表示。曲軸轉一周，活塞要走兩個沖程。
四沖程汽油發(fā)動機的工作原理是：曲軸旋轉兩周，活塞往復移動兩次，完成進氣、壓縮、燃燒、排氣四個工作
圖1-2-1 上止點和下止點
（a）活塞上止點 （b）活塞下止點
過程，如圖1-2-2所示。
（1） 進氣沖程：進氣沖程開始時，活塞在上止點，燃燒室內充滿了前一工作循環(huán)所殘留的廢氣。當活塞由上止點向下止點移動時，燃燒室的容積變大，形成真空度，同時通過齒輪帶動凸輪旋轉，使凸輪的凸起部分頂開進氣門。燃油通過化油器與空氣混合形成可燃混合氣進入氣缸【圖1-2-2（a）】。
（2） 壓縮沖程：活塞自下止點向上止點移動【圖1-2-2（b）】，此時凸輪的凸起部分已經轉了過去，進氣門關閉。由于凸輪只轉過1/4周，所以排氣門仍關閉著。隨著活塞向上移動，燃燒室容積減少，可燃混合氣被壓縮。當活塞到達上止點時，燃燒室中的可燃混合氣壓力為0.6~0.9MPa，溫度升到300℃左右，壓縮沖程完成。
圖1-2-2 四行程汽油機發(fā)動機的工作原理
（a）進氣沖程； （b）壓縮沖程； （c）燃燒沖程； （d）排氣沖程
(3) 燃燒沖程：在壓縮沖程接近上止點時【圖1-2-2（c）】，燃燒室中的可燃混合氣被火花塞發(fā)生的電火花點燃，可燃混合氣迅速爆發(fā)燃燒，氣體壓力急劇升高，達到3.0~4.5MPa,溫度高達2000℃左右?；钊艿礁邏簹怏w的推動，由上止點向下止點運動，通過連桿帶動曲軸旋轉做功。此時，進、排氣門均關閉。
（4） 排氣沖程：由于飛輪的慣性，使曲軸連續(xù)轉動，帶動活塞由下止點向上止點移動【圖1-2-2（d）】。這時，凸輪頂開排氣門，廢氣通過排氣門排出，直到活塞運動到上止點為止，完成了一個工作循環(huán)。
從四沖程汽油發(fā)動機的工作原理中可知，在全部四個沖程中，進、排氣門開啟和關閉一次，曲軸旋轉兩周（720°），活塞往復運動各兩次。在所有4個沖程中，只有第三沖程（燃燒沖程）是做功沖程，其余都是輔助沖程。發(fā)動機的運轉，首先需要有外力將曲軸轉動，以便進行進氣和壓縮。當可燃混合氣爆發(fā)燃燒推動活塞做功后，由于曲軸和飛輪的慣性，其他兩個沖程才得以繼續(xù)進行。
1.3 二沖程發(fā)動機工作原理
活塞連續(xù)運行兩個沖程(即曲軸旋轉一周)完成一個工作循環(huán)的內燃機，稱為二沖程發(fā)動機。
下面以一種利用密封的曲軸室作為掃氣泵的單缸二沖程汽油機為例，對照其工作原理圖1-3-1和示功圖1-3-2來介紹它的基本工作過程。
圖1-3-1 單缸二沖程汽油機工作原理圖
1．火花塞 2．燃燒室 3．汽缸 4．排氣口 5．掃氣口 6．進氣閥 7．進氣口 8．曲軸箱
第一沖程——輔助沖程
輔助沖程是活塞自下止點向上止點移動，事先已充人活塞上方汽缸內的可燃混合氣被壓縮，同時，來自化油器的新鮮可燃混合氣又被吸人活塞下方密封的
曲柄室內的過程。如圖1-2-2(a)所示，當輔助沖程開始時，活塞位于下止點(d點)，汽缸內己充入可燃混合氣和上一工作循環(huán)未排凈的殘余廢氣。曲軸旋轉通過連桿帶動活塞向上止點移動，活塞首先關閉掃氣口(A點)，結束曲軸箱向汽缸內的掃氣。緊接著活塞關閉排氣口(“點)，結束汽缸內殘余廢氣和極少量可燃混合氣的排出，將封閉在汽缸內的混合氣壓縮，其壓力和溫度隨之升高，在活塞接近上止點(c點)時，火花塞發(fā)出的火花點燃被壓縮的混合氣，從而完成壓縮過程。
如圖1-2-2(a)所示，在壓縮過程進行的同時，活塞下方密封的曲軸箱容積逐漸擴大，從而形成真空度，在外界大氣壓的作用下，新鮮的可燃
圖1-3-2 單缸二沖程汽油機示功圖
混合氣使自化油器被吸人曲軸箱，進行著進氣過程。
在示功圖1-3-2上，曲線d—h－a。段表示部分換氣過程；曲線a—c段表示壓縮過程；曲線d—h—a—c段表示輔助沖程。
第二沖程——做功(燃燒膨脹)沖程
做功沖程是活塞自上止點向下止點移動，活塞下方進行著可燃混合氣預壓的過程。
如圖1-2-2(b)所示，當做功沖程開始時，活塞位于上止點(c點)，燃燒室內可燃混合氣燃燒，汽缸內的高溫高壓燃氣推動著活塞向下止點移動做功，活塞對曲軸箱內的可燃混合氣進行預先壓縮?；钊谙滦羞^程中，首先開啟排氣口(6點)，開始排出廢氣(這時的排氣稱為先期排氣)，如圖1-2-2(c)所示。緊接著活塞開啟掃氣口(／點)，曲軸搞內已被預先壓縮的可燃混合氣被導人汽缸上部，即開始進行掃氣，如圖1-2-2(d)所示，此時，掃氣和排氣兩個過程是重疊進行的。
在示功圖1-3-2上．曲線c—z段表示燃燒過程；曲線z—b段表示膨脹(做功)過程；曲線b—f表示先期排氣過程；曲線b—f—d段表示部分換氣過程；二沖程沒有單軸的進、排氣沖程，其換氣(排氣和掃氣)是在下止點前后進行的，即在b—f—d—h—a段完成的。
做功沖程結束時，活塞又回到下止點。至此，單缸二沖程汽油機只經歷了活塞往復各一次共兩個沖程，完成了進氣和掃氣、壓縮、燃燒膨脹、排氣等過程，完成一個工作循環(huán)。在示功圖1-3-2上表示為封閉曲線d—h—a—c—z—b—f—d。
同單缸四沖程汽油機一樣，單缸二沖程汽油機做功沖程結束后，曲軸依靠飛輪的慣性作用繼續(xù)旋轉，上述各個過程又依次重復進行，使單缸二沖程汽油機能連續(xù)地對外輸出功率。
摩托車發(fā)動機結構與設計
1 發(fā)動機機體
氣缸體
氣缸體的作用除形成氣缸工作容積外，還用作活塞運動導向，其圓柱形空腔稱為氣缸。
由于氣缸壁表面經常與高溫高壓燃氣接觸，活塞在汽缸內作高速運動（最高速度可達100km/s）并施加側壓力，以及氣缸壁與活塞環(huán)幾活塞外圓表面之間反復摩擦，而其潤滑條件由較差，所以氣缸體必須耐高溫、耐高壓、耐腐蝕，還應具有足夠的剛度和強度。
氣缸體的材料一般用優(yōu)質灰鑄鐵，為了提高氣缸的耐磨性，可以在鑄鐵中加入少量的合金元素，如鎳、鉻、鉬、磷、硼等。
汽缸內壁按二級精度珩磨加工，其工作表面有較高的關潔度，并且形狀和尺寸精度也都比較高。
為了保證氣缸壁表面能在高溫下正常工作，必須對汽缸體和氣缸蓋隨時加以冷卻。發(fā)動機有風冷和水冷兩種。用風冷卻時，在汽缸體和氣缸蓋外表面鑄有許多散熱片，易增大冷卻面積，保證散熱充分。用水冷卻時在汽缸體內制有水套。
1.1 氣缸直徑
氣缸直徑是指氣缸內徑，與活塞相配合，是發(fā)動機的重要參數，許多主要的尺寸如曲柄銷直徑、氣門直徑、活塞結構參數等，都要根據氣缸直徑來選取。
參數設計：
氣缸直徑已標準化，其直徑值按一個優(yōu)先系列合一個常用系列來選取。因此根據有關資料可確定氣缸的直徑為： D=68mm
1.2 氣缸工作容積、燃燒室容積和氣缸總容積
上止點和下止點之間的氣缸容積，稱為氣缸工作容積（也稱為總排量）（圖1.2.1）。氣缸工作容積與氣缸直徑的平方、活塞沖程的大小成正比。氣缸直徑越大、工作容積越大、發(fā)動機的功率也就相應地增大。
氣缸工作容積的計算公式為
(1.2-1)
式中：——氣缸工作容積(ml);
D—— 氣缸直徑（mm）;
S —— 活塞行程（mm;）
N —— 氣缸數目。
圖1.2.1 氣缸燃燒室容積和工作室容積
（a）燃燒室容積 （b）工作室容積
參數設計：
因設計要求的是單缸發(fā)動機的排氣量
為180ml，那么其活塞行程為：
同時活塞行程S =2r；r為曲軸半徑
那么：
1.3 壓縮比
氣缸總容積與燃燒室容積的比值，稱為壓縮比。壓縮比表示活塞由下止點到上止點時，可燃混合氣在氣缸內被壓縮多少倍。此處壓縮比=6：1。
1.4 氣缸工作內壓力、氣缸總推力
氣缸工作內壓力是一個變量，隨作功行程的開始，數值急劇下降。高質量的氣缸在跳火燃燒的瞬間，內壓力可達3～5MPa。
氣缸總推力是指一個周期內氣缸對外實際作功量。其計算式為：
(1.4-1)
式中：F——氣功總推力（N）;
——氣缸效率；一般＝30％;——氣缸工作內壓力（MPa）；
D ——氣缸直徑（mm）。
參數設計：
氣功工作內壓力：
＝
1.5 氣功蓋
氣功蓋用螺柱與氣缸體－曲軸箱或氣缸體固連在一起。為了增加密封性，氣缸體和氣缸蓋之間加有氣缸襯墊。氣缸蓋的作用主要是封閉氣缸上部，并與活塞頂部和氣缸壁共同形成燃燒室。燃燒室有很多種形式，不同形式的燃燒室氣功蓋的結構又有所不同。
四行程頂置氣門發(fā)動機的氣缸蓋上有進、排氣門座及氣門導管，并設有進氣道和排氣道，裝有進、排氣管等。對氣缸蓋螺栓連接靜強度計算：
(1.5-1)
對螺栓的疲勞強度進行精確校核：
(1.5-2) (1.5-3)
(1.5-4) (1.5-5)
式中：——螺栓材料的對稱循環(huán)拉壓疲勞極限。
——試件的材料特性，即循環(huán)應力中平均應力的折算系數，對于合金鋼為0.2～0.3
——拉壓疲勞強度綜合影響系數
——安全系數
參數設計：
由于有密封性，=1.5～1.8F，此處可取
則
材料可選10.9級的合金鋼，查表得：，
靜載荷時，S=1.5,所以
則
變載荷時：
對于合金鋼螺栓，～
取
查表得：，。取
則 ,即，所以
可取D=8.5mm
1.6 燃燒室
燃燒室的種類較多，有鍥形、盆形、菱形、半球形等燃燒室。半球形燃燒室結構呈半球形，比起鍥形、盆形燃燒室更為緊湊，面容比最小。因進、排氣門分別置于氣缸軸線的兩側，故其配氣機構比較復雜。但有利于促進燃料的完全燃燒和減少排氣中的有害成分，對提高經濟性和排氣凈化有利。
有關計算結果： 表1
名稱
尺寸或數值
單位
氣缸直徑D
68
mm
活塞行程S
50
mm
燃燒室體積VC
36
ml
曲軸半徑r
25
mm
氣功工作內壓力F
4.358
KN
氣缸的材料：質灰鑄鐵
2 曲柄連桿機構的受力分析與平衡
2.1 曲柄連桿比
曲柄連桿臂時指曲柄半徑與連桿長度之比，簡稱為連桿比，用表示。由下式定義
(2.1-1)
式中：——曲柄半徑，即曲柄銷中心到曲軸中心之間的距離；
——連桿長度，即連桿大小頭軸線之間的距離。
連桿比不僅影響曲柄連桿機構的運動特性，而且影響發(fā)動機的外形尺寸。值越大，連桿越矩，發(fā)動機的總高度（立式發(fā)動機）或總寬度（臥式發(fā)動機）越小。對于V形發(fā)動機，其總高度和總寬度都會減少。連桿過矩時易導致活塞在運動過程中與曲柄相碰。因此一般情況下現(xiàn)代摩托車發(fā)動機的連桿比，盡可能地采用矩連桿。
參數設計：
取λ＝1/4； 那么連桿長度： l＝ r/λ= 25.5/(1/4) =102 mm
2.2 曲柄連桿機構運動學
曲柄連桿機構運動學是研究曲柄連桿機構各主要零件的運動規(guī)律，分析其作用力和力矩及發(fā)動機的平衡和曲軸的扭轉振動的一門科學。
在計算時，曲軸的轉動可以近似看成等速轉動，這是因為高速發(fā)動機在穩(wěn)定工況下工作時，由于扭轉的不均勻性而引起的曲軸旋轉角速度的變化不大。
曲軸的角速度可以寫為
ω＝
式中：n——曲軸轉速，。
曲柄銷中心的切向速度和向心加速度分別為：
＝ (2.2-1)
＝ (2.2-2)
式中：r——曲軸半徑，m。
在討論連桿、活塞的運動規(guī)律時，不用時間t表達，而是用曲軸轉角，并且規(guī)定：將活塞處于上止點位置所對應的曲軸位置作為曲軸轉角的起點（即＝0），因而，活塞的速度、加速度的方向朝著曲軸中心線方向為正，背離曲軸中心線方向為負。
參數設計：
曲柄的角速度：
曲柄銷中心的切向速度和向心加速度分別為：
＝
＝
2.3 連桿的角位移、角速度、角加速度
對于活塞中心線通過曲軸中心線的曲柄連桿機構（圖2.3.1）。曲柄半徑r與連桿長度l的比值：λ＝r/l
則
sin ＝sin (2.3-1)
于是可得到連桿的角位移
＝
當＝90°和270°時連桿的角位移為最大，即 圖2.3.1曲柄連桿機構
＝arcsin（1/4）=14.48 rad/s
連桿擺動的角速度
當為0°和180°時，連桿角速度為最大值，rad/s
當為90°和270°時，連桿角速度為0。
連桿擺動的角加速度
當和時，159270.8rad/
當和時，連桿的角加速度為0。
3 活塞運動分析
3.1 活塞位移
對于活塞中心線過曲軸中心線的曲柄連桿機構（圖2.3.1）。活塞的行程S＝2r，活塞的位移 (3.1-1)
最大位移量： mm
由牛頓二項式，可將展開，則
圖3.1.2 活塞速度曲線
圖3.1.1 活塞位移與曲軸轉角的關系
在實際計算中取前兩項已足夠精確。則活塞的位移可寫成
位移X隨λ和的變化關系可以用圖像表示（圖3.1.2）.由圖像和公式都可以看出：曲軸轉角從0°和90°時活塞的位移值，比從90°和180°時活塞的位移值大，而且λ值越大，其差值也越大。
3.2 活塞速度分析
活塞速度的精確數值為
(3.2-1)
對活塞的速度也可以進行近似計算，其近似值由對位移的近似計算式微分得到：
(3.2-2)
因此，活塞速度是兩個速度分量之和，可以看成是由和兩個簡諧部分組成。其圖像如圖3.1.1所示。
3.2.1活塞的最大速度
當＝90°時v＝rω，此時活塞速度等于曲柄銷中心的圓周速度。但這并不是活塞的最大速度?；钊谧畲笏俣葧r的曲柄轉角可以用對微分求極值的方式求得：
即
解此方程得：
(3.2.1-1)
因為時不合理的，所以方程的合理根只能取 (3.2.1-2)
(3.2.1-3)
由式可以看出：活塞在最大速度式的小于90°或大于270°。即活塞的最大速度出現(xiàn)在偏向上止點一側。
不同的λ值其最大速度時的值也不同，λ值越大活塞速度的最大值也越大，相應的曲軸轉角也偏向上止點一側。
3.2.2活塞平均速度
曲柄旋轉一周時活塞的速度不斷發(fā)生變化，時快時慢，時正時負。＝0°～180°時v為正值；＝180°～360°時v為負值；＝0°、180°、360°時v＝0°；
＝90°、270°時v＝rω。
活塞的平均速度
式中：S——活塞行程； n——發(fā)動機轉速； T——曲軸轉動一周所需的時間。
活塞的平均速度雖然只能粗略地估計活塞運動的快慢，但它是表征發(fā)動機性能指標的重要參數。它從一個方面反映樂發(fā)動機的強化程度，同時也在一定程度上放映樂活塞和氣功之間相互摩擦的強烈程度。隨著活塞平均速度的提高，活塞和氣功磨損加劇。
參數設計：
活塞平均速度：
圖3.2.2.1 活塞加速度曲線
3.3 活塞的加速度
活塞加速度的精確值由下式求出
(3.3-1)
活塞加速度的近似值由下式求出
(3.3-2)
因此活塞加速度也可以看作是兩個簡諧運動之和，如圖3.2.2.1所示。
3.3.1活塞加速度的極值
活塞加速度的極值是指活塞的最大正加速度和最大負加速度，由下式求得：
或
若 ，＝0°或 ＝180°相應的加速度為
或 (3.3.1-1)
若 則 ，相應的加速度為：
參數設計：
活塞最大正加速度
3.4 熱力強度
材料受熱時會產生變形，如果變形受到限制就會在材料中產生熱應力。在熱負載的反復作用下，熱應力會使材料受到疲勞破壞。比如一旦發(fā)動機氣缸蓋的溫度分布不均勻將產生很大的熱應力，就容易導致其產生裂紋。熱力強度是指材料抵抗熱疲勞破壞的能力。
各種材料在受熱變形受到限制時產生的熱應力大小可用熱應力特性（）表示，其中材料的熱膨脹系數，E為彈性模量，為導熱系數。為了比較材料的熱力強度，用材料的拉伸強度與（）相比得到熱力強度系數。熱應力特性（）愈小，熱應力愈小，熱力強度系數愈大，熱力強度愈大。由此可見：材料的導熱性愈好，膨脹系數愈小，高溫疲勞強度愈搞.
有關計算結果 表3
名稱
尺寸或數值
單位
連桿長度L
100
mm
曲柄的角速度
785
rad/s
曲柄銷中心的切向速度Vt
19.625
m/s
曲柄銷中心的切向加速度an
15．406×10－3
m/s2
活塞最大位移量Xmax
50
mm
活塞平均速度
12.5
m/s
活塞最大正加速度
11.554×10－3
m/s2
連桿材料： 45號鋼。
4 活塞組
4.1 活塞
1－頂部；2－頭部；3－裙部；4－環(huán)岸；
5－環(huán)槽；6－銷座；7－加強筋；8－卡環(huán)槽；9－泄油孔及泄油槽
圖4.1.1 活塞
活塞一般呈圓柱形，其結構如圖4.1.1所示?；钊c氣缸為間隙配合，自阿氣缸內作往復運動，其主要作用式承受氣缸中的氣體壓力
所造成的作用力，并將這些力通過活塞銷傳
給連桿，以推動曲軸旋轉；活塞頂部還與氣
缸壁、氣缸蓋共同組成燃燒室。由于活塞頂部直接與高溫高壓燃氣接觸，燃氣的最高溫度可達2500K，因此活塞的溫度很高，頂部中心的溫度可達600～700K。高溫一方面使活塞材料的機械強度顯著下降（在600K溫度下約下降50%）,另一方面還會使活塞的熱膨脹量增大，影響活塞與相關零件的配合?；钊敳吭谧鞴π谐虝r承受這燃氣帶沖擊性的壓力。對于汽油機活塞，瞬時最大壓力值高達3～5MPa。對于柴油機瞬時最大壓力值可達6～9MPa,采用增壓時則更高。高壓導致活塞的側壓力大，引起活塞變形，加速或活塞外表面的磨損。活塞在氣功中作高速往復運動，其承受的氣壓力和慣性力呈周期性變化，因此活塞的不同部位分別受到交變的拉伸、壓縮或彎曲載荷；并且由于活塞的溫度各部位極不均勻，使活塞的內部產生一定的熱應力。所以要求活塞的質量盡可能小，熱膨脹導熱性能好和耐磨。目前廣泛采用的活塞材料使共晶硅鋁合金。
4.1.1活塞的壓縮高度
活塞頂面至活塞銷中心之間的距離稱為活塞的壓縮高度，如圖4.1中的H1 。
現(xiàn)代摩托車發(fā)動機活塞的壓縮高度希望取較小的值，以減少活塞的尺寸和重量。要減少活塞的壓縮高度應從兩方面入手；一要降低火力的高度；二要減少活塞環(huán)的數量和厚度。
一般情況下，四行程發(fā)動機活塞的壓縮高度取H1 ＝0.45～0.57D。
4.1.2火力岸高度
第一道活塞環(huán)槽的上邊至活塞頂面的距離稱為活塞的火力岸高度，如圖4.1中的H4 。
圖4.1 活塞結構尺寸示意圖
減少H4會增強第一道環(huán)的導熱能力，從而
可以降低活塞頂部的溫度，防止爆燃。一般來說，火力岸高度的大少要根據試驗后確定。
4.1.3環(huán)帶高度
第一道環(huán)的上邊至最后一道環(huán)下邊之間的距離稱為環(huán)帶高度，如圖4.1中的H3。
減少環(huán)帶高度也就減少了活塞的壓縮高度，從而減少了活塞的慣性力和摩擦損失，這對提高發(fā)動機的功率和使用壽命很有好處。減少環(huán)帶高度必須減少活塞環(huán)數或減少活塞環(huán)的厚度及環(huán)岸高度b。現(xiàn)代四行程發(fā)動機一般采用二道氣環(huán)和一道油環(huán)。氣環(huán)的厚度一般為0.8～1.5mm。環(huán)岸要求有足夠的強度，使其在最大氣壓下不致被損壞。第一道環(huán)的環(huán)岸高度b1 一般為1.5～2.5c（c指環(huán)槽高度），第二道環(huán)的環(huán)岸高度b2為1～2c。
4.1.4環(huán)岸的強度校核
在爆發(fā)壓力作用下，第一道氣環(huán)緊壓在第一環(huán)岸上。第一環(huán)岸的受力情況如圖4.1.4所示，在P1、P2合力的作用下，環(huán)根產生很大的彎曲和剪切應力，擋這些應力超過材料的強度極限時，環(huán)岸就會產生斷裂。
圖4.1.4 第一環(huán)岸的受力情況
由試驗可知；當P1≈0.9Pmax，P2≈0.2Pmax時，可以
把環(huán)岸看成一個厚度為b、內外圓直徑為D’和D的圓環(huán)形
板，并沿內圓柱面固定。然后把環(huán)岸看成簡單的懸臂梁進行估算。Pmax為最大爆發(fā)壓力。
設D’=0.9D,作用在環(huán)岸根的應力為：
（4.1.4-1）
式中：——活塞環(huán)槽深。
環(huán)岸根部危險斷面的抗彎斷面系數的近似值為
（4.1.4-2）
環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應力為
（4.1.4-3）
環(huán)岸根部危險斷面的剪切應力 為
（4.1.4-4）
合應力
考慮倒鋁合金活塞在高溫下的強度下降及岸根的應力集中，其許應力取
參數計算：環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應力為
環(huán)岸根部危險斷面的剪切應力 為
合應力
符合要求。
有關活塞的尺寸設計結果： 表4.1
名稱
數值
單位
壓縮高度取H1
34
mm
環(huán)帶高度H3
9.8
mm
火力岸高度H4
4.5
mm
總高度
55
mm
壁厚
4
mm
內圓直徑D’
61
mm
外圓直徑D
67
mm
第一道環(huán)的環(huán)岸高度b1
3.5
mm
第二道環(huán)的環(huán)岸高度b2
2
mm
第一道環(huán)槽高度C1
1.4
mm
第二道環(huán)槽高度C2
1.4
mm
第三道環(huán)槽高度C3
1.5
mm
活塞的材料： 高硅鋁合金
見附圖一
4.2 氣環(huán)
氣環(huán)安裝在氣缸頭部的活塞環(huán)槽中。其作用使保證活塞與氣缸壁之間的密封，防止氣缸中的高溫高壓燃氣大量漏入曲軸箱；另外，活塞頂部的熱量大部分右氣環(huán)傳給氣缸壁，再由冷卻水或空氣帶走。
在氣環(huán)所起的密封和導熱兩大作用中，主要是密封作用。因為密封好，說明氣環(huán)與氣缸壁貼河緊密，導熱自然會好。如果氣環(huán)的密封性不好，高溫燃氣將直接從氣環(huán)與氣缸壁之間的縫隙中漏入曲軸箱，活塞環(huán)直接與漏出的高溫高壓燃氣接觸。此時不但由于氣環(huán)與氣缸壁結合不嚴不能很好地導熱，相反使氣環(huán)地吸熱量增加，最后必將導致活塞河活塞環(huán)被燒壞。
活塞環(huán)地厚度在保證強度河可靠性地情況下越薄越好，薄的活塞環(huán)有利于減少活塞的壓縮高度，有利于減輕活塞重量；降低活塞環(huán)于氣缸之間的摩擦損失；遏制活塞環(huán)的振動。
目前廣泛采用的活塞環(huán)材料使合金鑄鐵（在優(yōu)質灰鑄鐵中加入銅、鉻、鉬等合金元素）。隨著發(fā)動機的強化，活塞環(huán)特別使第一環(huán)，承受著很大的沖擊載荷河熱負荷，因此要求活塞材料除了耐熱、耐磨以外，還應有高的強度和沖擊韌性。現(xiàn)代摩托車強化發(fā)動機常采用合金彈簧鋼（如60Si2CrA，其硬度為HRc45－55）制造活塞環(huán)。
為了提高活塞環(huán)的耐磨性，第一道環(huán)的工作表面常常鍍有多孔性鉻。多孔性鉻層強度高，并能儲存少量機油，可以提高潤滑性能。這種環(huán)的工作壽命比普通環(huán)高2～3倍。其余氣環(huán)一般鍍錫，以改善其磨合性。此處還可以用噴鉬來提高活塞環(huán)的耐磨性。
4.2.1氣環(huán)的工作狀態(tài)
活塞環(huán)裝入后與活塞環(huán)槽的上端面或下端面之間留有一定的間隙，這個間隙稱為活塞環(huán)的邊隙；活塞環(huán)與活塞環(huán)的底部也留有一定的間隙，稱為背隙，以防止活塞環(huán)受熱膨脹而卡死在活塞環(huán)槽中。第一道的邊隙一般為0.02～0.1mm，第二道環(huán)的邊隙一般為0.02～0.08mm。
活塞環(huán)隨活塞在氣缸中作往復運動時，活塞環(huán)在活塞槽中的位置并不是固定的。在進氣行程中活塞環(huán)向下移動，由于氣環(huán)與氣缸壁之間的摩擦阻力及活塞環(huán)本身的運動慣性，活塞環(huán)與活塞槽的上端面接觸；在壓縮行程和排氣行程中活塞和活塞環(huán)（指第一道環(huán)）有高溫高壓燃氣推動向下移動，使之和壓縮行程一樣，活塞環(huán)與活塞環(huán)槽的下端面接觸。
4.2.2氣環(huán)的類型
氣環(huán)的類型比較多，有矩形斷面氣環(huán)、扭曲環(huán)、錐面環(huán)、梯形環(huán)、桶面環(huán)、L形環(huán)、組合式氣環(huán)。
4.2.3活塞環(huán)的高度
活塞環(huán)的高度即活塞環(huán)的軸向尺寸。
活塞環(huán)的高度b增大，環(huán)的導熱性能提高，但也會增大環(huán)的質量，是慣性力增大，從而，一方面是環(huán)撞擊活塞環(huán)槽的力加大核摩擦面加大；另一方面導致活塞環(huán)處在懸浮狀態(tài)的時間延長（相對曲軸轉角），造成漏氣量增加。因此，活塞環(huán)高度有減少的趨勢。國內摩托車氣環(huán)的高度一般為b＝1～2.5mm.
4.2.4自由端距
自由端距是指活塞環(huán)在自由狀態(tài)時活塞環(huán)開口兩端頭之間的距離，用S。表示。根據前述，可知：S。與徑向壓力P。、環(huán)的徑向厚度t、材料的彈性模數E有關。當材料選定以后，材料的彈性模數E就定下來了，只要適當選擇t核S。就可以。S。增大，P。增加，其應力也增加。若S。減少，P。也減少，最大工作應力減少，但套裝應力會增大，因此S。只能在較少的范圍內變動。對于灰鑄鐵活塞環(huán)一般
S./d＝13％～14％（d為氣缸直徑）；對于鋼活塞環(huán)一般為S./d＝7％～9％。
4.2.5徑向厚度
徑向厚度（用t表示）影響徑向壓力P。的大小，在b、E確定以后，影響彈力的因素有S。和t，即環(huán)的彈力可用S。和t來調整。
增加t值可減少環(huán)在環(huán)槽中的撞擊，并改善環(huán)的導熱作用，但t值增大，活塞環(huán)槽的槽深加大，是活塞頭部的壁厚增大，質量加大，并增加了安裝難度。
4.2.6開口間隙
活塞環(huán)進氣缸以后，在冷態(tài)下應留有一定的開口間隙，以便在正常工作狀態(tài)下兩端頭互部相碰。環(huán)的溫度是變化的，故在日本工業(yè)標準（JID），德國標準（DIN）和美國汽車工業(yè)標準（SAE）中，均規(guī)定在100°C的溫度下來測量活塞環(huán)的開口間隙，其規(guī)定值如下表所示。
有關活塞環(huán)的尺寸設計結構： 表4.2
名稱
數值
單位
環(huán)的高度b
1.35
mm
自由端距S。
5.4
mm
徑向厚度t
1.3
mm
開口間隙
0.24
mm
活塞環(huán)的材料： 60Si2CrA，其硬度為HRc45－55
4.3 油環(huán)
四行程汽油機的潤滑油存放在曲軸箱中，通過飛漲潤滑氣缸壁。由于大量的潤滑油不均勻地飛到氣缸壁上，光靠氣環(huán)還不能式氣缸壁鋪上一層均勻的油膜，同時刮下氣缸壁上多余的機油，防止機油竄入燃燒室，所以四行程發(fā)動機至少設有一道油環(huán)。
油環(huán)安裝在氣環(huán)的下方，其作用是在氣缸壁上鋪涂一層均勻的機油膜，潤滑氣缸壁以減少活塞，活塞環(huán)與氣缸壁的磨損和摩擦力；刮除氣缸壁上多余的機油，防止機油竄入氣缸內燃燒，形成積炭。此外，油環(huán)可以起封氣的輔助作用。
油環(huán)分普通油環(huán)和組合油環(huán)兩大類。
4.3.1普通油環(huán)
普通油環(huán)的材料一般是合金鑄鐵。其外圓面的中間切有一道凹槽，把油環(huán)分為上唇和下唇，在凹槽的底部加工有若干鉻排油小孔或狹縫。普通油環(huán)根據上下唇的倒角分布和大小有五種型式（圖4.3.1.1）；異向外倒角環(huán)的上下唇的外側都有倒角，上唇的刮油能力較下唇強；同向上倒角環(huán)的上下唇
圖4.3.1.2活塞環(huán)的刮油作用
a）活塞下行 b）活塞上行
圖4.3.1.1普通油環(huán)的斷面形狀
a）外倒角環(huán) b）同向倒角環(huán)c）內倒角 d）雙鼻式環(huán) e）單鼻式環(huán)
的上側都有倒角，上下唇的刮油能力都較強；異向內倒角環(huán)的上唇的下側給上唇的上側都有倒角，上唇的刮油能力較差；雙鼻式環(huán)的上下唇的下側都制有刮油槽，上下唇都有很強的刮油
能力；單鼻式環(huán)下唇的下側制有
刮油槽，下唇有很強的刮油能力。
油環(huán)的上唇上端面外緣一般都有倒角，使油環(huán)在向上運動時能形成油楔，以減少摩擦和磨損。下唇的下端面除異向外倒角之外一般部倒角，或倒有很少的倒角，這樣可以增將向下刮油的能力。
油環(huán)的刮油作用如圖4.3.1.2所示。活塞向上向下運動時都可以鋪油和刮下多余的機油，刮下的油從排油小孔或狹縫中流入曲軸箱。
4.3.2 組合式油環(huán)
圖4.3.2 組合環(huán)
1－刮油環(huán)2－軸向襯環(huán)3－徑向襯環(huán)
組合式油環(huán)如圖4.3.2所示，由三個刮油鋼片，一個徑向襯環(huán)及一個軸向襯環(huán)組成。軸向襯環(huán)2夾在第二、三刮油片之間。徑向襯環(huán)3將三個刮油片緊壓在氣缸壁上。這種油環(huán)的有點是：刮油片很薄，對氣缸壁的比壓大，因而刮油作用強；三個刮油片各自軸立，故對氣缸的適應性較好，易于磨合；質量小，因而產生的慣性力??；回油通路大，更易于刮油和鋪油。因此組合油環(huán)在高速發(fā)動機上應用較廣。缺點是零件多，三個
刮油片又必須鍍鉻，否則滑動性不好，因此組合環(huán)的制造成本高。
4.4 活塞銷
活塞銷的作用是連接活塞與連桿小頭，將活塞承受的氣壓了傳給連桿。活塞銷在高溫下承受很大的周期性的沖擊載荷，潤滑條件又較差，因而要求活塞銷有足夠的剛度合強度，表面耐磨，質量小。
活塞銷一般用低碳鋼或低碳合金鋼（如20Cr）制造，經表面參碳淬火處理，以提高表面硬度，使中心具有一定的沖擊韌性。表面需進行精磨和拋光。
活塞銷是一個空心的圓柱體，其內孔形狀有圓柱形、兩端截錐形以及兩端截錐與中間一段圓柱形的組合形等。圓柱形孔容易加工，但為了保證一定的剛度，中間的孔不能過大，因而其質量較大。兩端錐孔形的活塞銷的質量較小，有接近等強度梁的要求（活塞銷所承受的彎矩在中部最大），但孔的加工校復雜。組合式結構則介于二者之間。
活塞銷與活塞銷座的配合為滑動配合，以便發(fā)動機在運轉過程中活塞銷可以在活塞銷座孔中緩緩轉動，以使活塞銷各部分的磨損比較均勻，但間隙也不能過大，一般為0.01~0.02mm。活塞銷裝入銷座孔中后兩端用卡環(huán)限位。活塞銷與連桿小頭的連接，采用滾針軸承和軸套。
4.4.1活塞銷的剛度
活塞與活塞銷在受到氣壓力之后都會變形，由于兩者變形的不協(xié)調，使銷與活塞銷座的接觸很不均勻，銷孔內繃上緣出現(xiàn)尖峰負荷Pmax和相應的應力集中，如圖4.4.1.1所示。如果活塞銷的剛度不好，銷座又較硬實，往往會在A處產生斷裂。 在計算活塞銷的剛度時，為簡化計算，可作如下假定：
1。活塞銷上的負荷分布是：由連桿小頭產生的均勻負荷；由活塞銷座產生的作用在支承面中點的集中載荷，如圖4.4.1.2所示。
2．B1＝0．5L。 圖4.4.1.1 活塞與活塞銷的變形
3. 活塞銷長度 L= =；即活塞的縱向斷面正好填滿活塞外圓。 則活塞銷的彎曲變形量可用下式表示：
mm
式中：D一氣缸直徑； d1一活塞銷直徑； L一活塞銷長度；
Pz一氣缸內最大壓力； δ一活塞銷壁厚。
圖4.4.1.2活塞銷的受力模型
一般情況下活塞銷作的剛度大，對銷的撓曲性變差，變形量應取小一些。一般汽油機 f≤0.0004。
設計參數：長度L=59cm
直徑d=15cm
活塞銷壁厚δ=2cm
見附圖二
5 連桿、曲軸組
5.1 連桿
連桿的作用是將活塞承受的力傳給曲軸，從而推動曲軸作旋轉運動。因此，其兩端給安裝一個軸承，分別連接活塞銷于曲軸銷。
連桿一般用中碳鋼或中碳合金鋼，還可以采用低碳合金鋼（如20Cr、20MnB、20CrMo）模鍛成形，然后進行機械加工。中碳鋼制造的連桿一般要進行調質處理；低碳合金鋼制成的連桿大小頭內孔要進行滲碳淬火等表面處理，淬火硬度為HRc60～65。
連桿于活塞連接的部分稱為連桿小頭，與曲軸銷連接的部分稱為連桿大頭，中間的部分稱為桿身。
為了潤滑活塞銷和軸承，自阿連桿小頭鉆有集油孔或銑有油槽，用以收集發(fā)動機運轉時被激漲起來的機油，以便潤滑。
連桿桿身通常做成“工”字形斷面，以保證在合適的剛度和強度下有最小的質量。
連桿大頭有剖分式和整體式兩種。整體式連桿倒頭相應的曲軸采用組合式曲軸，用軸承與曲柄銷相連。連桿大頭的內孔表面有很高的關潔度，以便與連桿軸瓦（或滾針軸承）緊密結合。
摩托車單缸汽油機一般采用整體式連桿，大、小頭內分別裝有滾柱或滾針軸承。
5.1.1 連桿承受的載荷
連桿承受的載荷主要視氣壓力和往復慣性力產生的交變載荷。其基本載荷是壓縮或拉伸。對于四行程發(fā)動機，最大拉伸載荷出現(xiàn)在進氣行程開始的上止點附近，其數值主要是活塞組和連桿計算斷面以上那部分連桿質量的往復慣性力，即
式中： ——分別為活塞組和連桿計算斷面以上那部分的質量。
最大壓縮載荷出現(xiàn)在膨脹行程開始的上止點附近，其數值是最大爆發(fā)壓力產生的推力減上述的慣性力，即 ,取
式中：——最大爆發(fā)壓力產生的推力。
5.1.2 連桿小頭的安全系數
小頭的安全系數按下式計算：
(5.1.2-1)
式中：——材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限；
——應力副；
——平均應力；
——考慮表面加工情況的工藝系數；；
——角系數，
——材料在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限；
——材料在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限，對于鋼
小頭應力按不對稱循環(huán)變化，在固定角截面的外表面處應力變化較大，通常只計算該處的安全系數，此時
循環(huán)最大應力 (5.1.2-2)
循環(huán)最小應力 (5.1.2-3)
式中：——襯套過盈配合和受熱膨脹產生的應力；
——慣性力拉伸引起的應力；
——受壓是產生的應力。
應力副 (5.1.2-4)
平均應力 (5.1.2-5)
小頭安全系數的許用值部小于1.5。
參數設計：
連桿材料采用45號鋼，它的有關疲勞極限如下：
屈服極限＝686.5Mpa 強度極限＝833.6MPa
在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限:
MPa
在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限: =450.3MPa
在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限: ＝1.5×450.3=725.5MPa
角系數: ＝（2×450.3-725.5）/725.5=0.241
工藝系數 =0.5;應力副 ＝75.44Mpa;平均應力＝64.77MPa;
小頭的安全系數按下式計算：
由式5.1.2-1得: n=2.1>1.5
符合要求；
5.1.3 連桿大頭的強度驗算
它是把整個連桿看成是兩端固定的圓環(huán)，固定端的位置用圖中的角度表示（通常＝40°）。連桿的曲率半徑取兩個連桿螺栓中心矩的一半，對于整體式連桿則取連桿大頭內外圓半徑之和的一半。環(huán)的截面積取D－D截面的面積，同時假定作用在連桿大頭上的力按余弦分布。
連桿大頭受到的慣性拉伸載荷為
(5.1.3-1)
式中：G’、G、G2、G3——分別為活塞組、連桿組往復慣性部分、連桿組旋轉部分和連桿大頭下半部分的質量；
R——曲柄半徑； ——連桿比。
連桿大頭中央截面D－D上的應力為
(5.1.3-2)
式中：——計算圓環(huán)的曲率半徑；
——連桿大頭及中央截面積；
——大頭及軸承中央截面積；
——計算斷面的抗彎斷面模數
參數計算： 連桿大頭受到的慣性拉伸載荷為
(5.1.3-3)
有式5.1.3-3得：=2.95KPa
連桿大頭中央截面D－D上的應力為
=20.97MPa < 675MPa